日本无码免费高清在线|成人日本在线观看高清|A级片免费视频操逼欧美|全裸美女搞黄色大片网站|免费成人a片视频|久久无码福利成人激情久久|国产视频一二国产在线v|av女主播在线观看|五月激情影音先锋|亚洲一区天堂av

  • 手機(jī)站
  • 小程序

    汽車測試網(wǎng)

  • 公眾號

    • 汽車測試網(wǎng)

    • 在線課堂

    • 電車測試

純電動Tip-In/Out工況的前饋校正與主動阻尼防抖控制

2022-02-07 15:26:45·  來源：驅(qū)動視界  作者：趙治國等  
　
作者：趙治國 王晨 張彤 李蒙娜因電機(jī)轉(zhuǎn)矩頻繁、大幅值變化以及行星排的間隙和摩擦，復(fù)合功率分流式混合動力汽車純電動行駛時易發(fā)生傳動系扭轉(zhuǎn)振動，影響整車駕
作者：趙治國 王晨 張彤 李蒙娜
因電機(jī)轉(zhuǎn)矩頻繁、大幅值變化以及行星排的間隙和摩擦，復(fù)合功率分流式混合動力汽車純電動行駛時易發(fā)生傳動系扭轉(zhuǎn)振動，影響整車駕駛平順性。
為提升駕乘品質(zhì)，本文中提出了前饋校正和主動阻尼防抖兩種控制策略。首先，考慮扭轉(zhuǎn)減振器、傳動軸和輪胎的彈性，對復(fù)合功率分流混合動力系統(tǒng)進(jìn)行動態(tài)建模，并將其簡化為一雙質(zhì)量塊模型，推導(dǎo)了系統(tǒng)傳遞函數(shù)矩陣并對傳動系扭轉(zhuǎn)振動特性進(jìn)行了分析。
其次，基于簡化模型設(shè)計了前饋校正器，對系統(tǒng)零極點(diǎn)進(jìn)行重新配置，優(yōu)化系統(tǒng)固有振動頻率。然后，基于簡化模型設(shè)計了輪速觀測器和主動阻尼控制策略，探討了觀測器的極點(diǎn)配置方法。
最后，通過仿真和試驗(yàn)對上述兩種防抖策略進(jìn)行驗(yàn)證。
仿真和試驗(yàn)結(jié)果表明: 前饋校正和主動阻尼策略均能有效抑制系統(tǒng)純電動工況下齒圈轉(zhuǎn)速波動，降低整車沖擊度，提升駕駛平順性。其中，前饋校正策略的抖動抑制效果優(yōu)于主動阻尼策略，但主動阻尼策略的整車動力性優(yōu)于前饋校正策略。
復(fù)合功率分流混合動力系統(tǒng)電機(jī)直接與行星排連接，傳動系中阻尼元件不足。系統(tǒng)純電動運(yùn)行時，電機(jī)轉(zhuǎn)矩響應(yīng)靈敏，在驅(qū)動轉(zhuǎn)矩及擾動的快速、大幅激勵下極易發(fā)生傳動系扭轉(zhuǎn)振動。
同時，電機(jī)低速轉(zhuǎn)矩紋波也會加劇抖振幅度，嚴(yán)重影響整車駕乘舒適性。
本文中分別設(shè)計前饋校正和主動阻尼防抖策略，以抑制功率分流式混合動力汽車純電動工況下的傳動系扭轉(zhuǎn)振動。首先，考慮扭轉(zhuǎn)減振器、傳動軸和輪胎彈性，對復(fù)合功率分流式混合動力系統(tǒng)進(jìn)行動態(tài)建模。然后，對動態(tài)模型進(jìn)行簡化，基于頻域分析方法對系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動特性進(jìn)行分析。其次，基于簡化的雙質(zhì)量模型設(shè)計前饋校正器和輪速觀測器， 并對其極點(diǎn)配置方法進(jìn)行研究。最后，以純電動Tip-In /Out 工況( 將快速增加油門稱為Tip-In工況，將快速釋放油門稱為Tip-Out工況) 為例，對兩種防抖策略進(jìn)行仿真和實(shí)車驗(yàn)證。
1 系統(tǒng)建模
1.1 結(jié)構(gòu)方案
復(fù)合功率分流式混合動力系統(tǒng)采用共用行星架和齒圈的雙行星排結(jié)構(gòu)。發(fā)動機(jī)經(jīng)扭轉(zhuǎn)減振器與變速器輸入軸相連，電機(jī)1和電機(jī)2分別與小、大太陽輪相連，三者動力由行星排復(fù)合后經(jīng)齒圈、傳動系傳遞至輪邊。
濕式制動器1、2 分別用于鎖止行星架和小太陽輪?；旌蟿恿ο到y(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖1所示，雙行星排及混合動力變速器實(shí)物如圖2所示，整車及動力系統(tǒng)參數(shù)見表1。



1.2 數(shù)學(xué)模型
忽略行星輪、太陽輪轉(zhuǎn)動慣量及齒輪嚙合間隙， 圖1所示復(fù)合功率分流式混合動力系統(tǒng)各軸動力學(xué)關(guān)系式為：





式中：
  • I、θ和T分別代表轉(zhuǎn)動慣量、角位移和轉(zhuǎn)矩；
  • k和c分別代表等效剛度和等效阻尼;
  • 下標(biāo) ENG、MG1、MG2、TDS、TI、L 和 WH 分別代表發(fā)動機(jī)、電機(jī)1、電機(jī)2、扭轉(zhuǎn)減振器、等效傳動系、整車和車輪；
  • 下標(biāo) S1、S2、C1 和 R1 分別代表小太陽輪、大太陽輪、共用行星架和共用齒圈；
  • m為整車質(zhì)量；
  • f為滾動摩擦因數(shù)；
  • Cd為風(fēng)阻系數(shù)；
  • A為迎風(fēng)面積；
  • v為車速；
  • i為坡度；
  • δ為旋轉(zhuǎn)部件的等效質(zhì)量換算系數(shù)；
  • r為輪胎半徑；
  • ia為主減速比。
1.3 純電動模式
該復(fù)合功率分流式混合系統(tǒng)包含制動器1鎖止和打開兩種純電動模式。為充分發(fā)揮系統(tǒng)純電動模式下的動力性和經(jīng)濟(jì)性，優(yōu)先采用制動器1鎖止的純電動模式。此時，電機(jī)1和電機(jī)2可分別以速比ρ1、ρ2驅(qū)動車輛前行。
兩種驅(qū)動方式僅存在傳動比和傳動效率上的差別。下文僅以電機(jī)2單獨(dú)驅(qū)動為例進(jìn)行論述，該模式等效杠桿如圖3所示。

2 防抖策略設(shè)計
2.1 模型簡化與分析
如圖3所示，制動器1鎖止時提供鎖止轉(zhuǎn)矩，發(fā)動機(jī)和扭轉(zhuǎn)減振器對傳動系的作用忽略不計。該模式下，系統(tǒng)簡化為一僅包含單級主減速器的雙質(zhì)量模型，如圖4所示。其動力學(xué)關(guān)系為：



由式(15) 得系統(tǒng)傳遞函數(shù)矩陣，其中齒圈轉(zhuǎn)矩-轉(zhuǎn)速和齒圈轉(zhuǎn)矩-輪速的傳遞函數(shù)表達(dá)式分別為：

其中，式 (17) 的零極點(diǎn)分布如圖5所示，式 (17) 和式(18) 的對數(shù)幅、相頻特性如圖6所示。
由圖5和圖6可知：在齒圈轉(zhuǎn)矩作用下，齒圈轉(zhuǎn)速和輪速在2.74Hz頻率范圍附近產(chǎn)生低頻共振，其中齒圈轉(zhuǎn)速和輪速的對數(shù)幅頻響應(yīng)分別為－2.774和－26. 01dB。該固有特性由接近虛軸但又不十分接近零點(diǎn)的一對共軛復(fù)極點(diǎn)－0. 782+17.3i 和－0.782－17.3i 確定，其僅與齒圈等效轉(zhuǎn)動慣量、整車等效轉(zhuǎn)動慣量、傳動軸和輪胎的等效剛度和等效阻尼有關(guān)。



2. 2 前饋校正防抖策略
2. 2. 1 控制策略設(shè)計
前饋校正防抖控制策略邏輯架構(gòu)如圖7所示。

由圖7可知: 整車控制器根據(jù)加速踏板開度和車速查表獲取輪邊需求轉(zhuǎn)矩和目標(biāo)車輛加速度。其中前饋校正器對輪邊需求轉(zhuǎn)矩進(jìn)行校正，校正后的輪邊需求轉(zhuǎn)矩和車速用于查表獲取濕式制動器最優(yōu)需求轉(zhuǎn)矩，其中濕式制動器最優(yōu)轉(zhuǎn)矩脈譜根據(jù)系統(tǒng)效率最優(yōu)原則，采用瞬時優(yōu)化方法在線計算得到。
最后，整車控制器根據(jù)電機(jī)反饋轉(zhuǎn)速、由制動器反饋壓力計算而得的真實(shí)制動器轉(zhuǎn)矩、校正后輪邊需求轉(zhuǎn)矩和目標(biāo)車輛加速度，采用轉(zhuǎn)矩解耦方法實(shí)時計算電機(jī)目標(biāo)需求轉(zhuǎn)矩。
2.2.2 校正器設(shè)計
前饋校正器一方面通過引入新零點(diǎn)消除原主導(dǎo)極點(diǎn)對系統(tǒng)動態(tài)性能的不利影響，另一方面保證新增極點(diǎn)對系統(tǒng)動態(tài)特性無不利影響。
設(shè)計前饋校正器傳遞函數(shù)為：


由圖8可知：前饋校正器對指定頻率附近的輸入信號進(jìn)行陷波，陷波幅值由設(shè)計人員根據(jù)系統(tǒng)性能指標(biāo)給定，進(jìn)而根據(jù)式(20) 確定校正器特征方程阻尼比。
校正器對指定頻率附近信號的相頻特性產(chǎn)生影響，對低于陷波頻率一定范圍的輸入信號相位響應(yīng)滯后，對高于陷波頻率一定范圍的輸入信號相位響應(yīng)超前，在指定頻率附近的輸入信號相位響應(yīng)發(fā)生急劇變化。
本文中針對原系統(tǒng)的固有振動特性，將前饋校正器陷波幅值定為 30dB，添加前饋校正器后的系統(tǒng)零極點(diǎn)分布和對數(shù)幅頻、相頻特性分別如圖5 和圖6所示。由圖 5可知，校正器相當(dāng)于在原系統(tǒng)主導(dǎo)極點(diǎn)處引入一對新共軛復(fù)數(shù)零點(diǎn)，消除由原主導(dǎo)極點(diǎn)表征的系統(tǒng)低頻共振特性的影響。
同時，引入一對遠(yuǎn)離虛軸和原主導(dǎo)極點(diǎn)的實(shí)數(shù)極點(diǎn)，減輕前饋校正器自身對系統(tǒng)動態(tài)特性的影響。由圖6可知，校正后系統(tǒng)僅改變共振頻率附近輸入信號的幅頻響應(yīng)，對低于共振頻率一定范圍的輸入信號的相位響應(yīng)略有滯后，對高于共振頻率一定范圍的輸入信號相位響應(yīng)略有超前，遠(yuǎn)離共振頻率處信號的幅頻、相頻特性與校正前保持一致。
2.3 主動阻尼防抖策略
2.3.1 控制策略設(shè)計
由圖6可知，共振頻率處，輪速的幅頻響應(yīng)約為齒圈轉(zhuǎn)速幅頻響應(yīng)的1/10，即齒圈轉(zhuǎn)矩對輪速動態(tài)特性的影響十分有限?？紤]到純電動模式下，輪速與齒圈轉(zhuǎn)速具有固定速比關(guān)系，所以，將輪速經(jīng)速比變換后作為齒圈轉(zhuǎn)速的參考軌跡進(jìn)行偏差控制，以實(shí)現(xiàn)傳動系主動阻尼調(diào)節(jié)。其策略架構(gòu)如圖9所示。

由圖7和圖9可知，主動阻尼與前饋校正防抖策略的區(qū)別在于：根據(jù)齒圈實(shí)際轉(zhuǎn)速和參考轉(zhuǎn)速的偏差產(chǎn)生輪邊補(bǔ)償轉(zhuǎn)矩，其中齒圈參考轉(zhuǎn)速由觀測輪速經(jīng)速比變換而來。
2.3.2 觀測器設(shè)計
齒圈實(shí)際轉(zhuǎn)速可以根據(jù)電機(jī)反饋轉(zhuǎn)速直接獲取，而輪速和角度差則通過設(shè)計的觀測器獲取。將式(15) 中整車負(fù)載轉(zhuǎn)矩視為一種擾動，其與整車質(zhì)量、坡度等因素有關(guān)，相對于齒圈轉(zhuǎn)矩而言，該擾動不能突變。所以，將負(fù)載轉(zhuǎn)矩作為狀態(tài)變量并重寫狀態(tài)方程如下：

簡化后系統(tǒng)的狀態(tài)方程為：

2.3.3 極點(diǎn)配置
鑒于高階系統(tǒng)的動態(tài)響應(yīng)不僅與極點(diǎn)位置有關(guān)，還與零點(diǎn)位置有關(guān)。本文中分別以觀測齒圈轉(zhuǎn)速和輪速為例，描述觀測器的極點(diǎn)配置方法。圖10 齒圈轉(zhuǎn)速觀測器極點(diǎn)配置假設(shè)輪速可測并對齒圈轉(zhuǎn)速進(jìn)行觀測，則將式 (22) 原系統(tǒng)輸出方程中的輸出矩陣C替換為［0 1 0 0］。

如圖10所示，引入閉環(huán)反饋后，觀測器極點(diǎn)由3個增加為4個，零點(diǎn)由2個增加為3個。為簡化系統(tǒng)設(shè)計并加快觀測器收斂速度，首先，根據(jù)典型2階系統(tǒng)瞬態(tài)性能指標(biāo)確定觀測器的阻尼系數(shù)和自然頻 率，由此確定觀測器的兩個極點(diǎn)位置。
然后，將觀測器的另兩個極點(diǎn)位置配置在實(shí)軸上，并且距虛軸的距離5倍于前兩個極點(diǎn)距虛軸的距離，使前兩個極點(diǎn)成為主導(dǎo)極點(diǎn)。由圖10可知，兩個復(fù)數(shù)共軛零點(diǎn)距虛軸的距離遠(yuǎn)大于兩個主導(dǎo)極點(diǎn)距虛軸的距離，其對系統(tǒng)動態(tài)特性的影響可以忽略。系統(tǒng)簡化為僅包含一個閉環(huán)零點(diǎn)和兩個閉環(huán)共軛極點(diǎn)的2階系統(tǒng)，其標(biāo)準(zhǔn)形式下的階躍響應(yīng)為

由于 0＜ζ＜1，式(25) 取拉氏反變化后得系統(tǒng)在時域坐標(biāo)下的階躍響應(yīng)為：

由于觀測器閉環(huán)零點(diǎn)處于原點(diǎn)(即 z =0) ，則時域響應(yīng)中由零點(diǎn)引起的分量 y2 (t) 為零，系統(tǒng)的動態(tài)特性完全由閉環(huán)極點(diǎn)決定。當(dāng)觀測器采用不同的阻尼比和角頻率時，齒圈轉(zhuǎn)速的觀測結(jié)果如圖11所示。

由圖11可知：觀測器的收斂速度與目標(biāo)極點(diǎn)的位置有關(guān)(即與簡化后的2階閉環(huán)系統(tǒng)的阻尼比和角頻率有關(guān)) 。阻尼比越大，超調(diào)量越??；角頻率越大，調(diào)整時間越短。所以，首先根據(jù)超調(diào)量指標(biāo)確定觀測器阻尼比。然后，固定阻尼比并增加角頻率，使觀測器維持較小超調(diào)量的同時縮短調(diào)整時間。
假設(shè)齒圈轉(zhuǎn)速可測并對輪速進(jìn)行觀測，則維持系統(tǒng)輸出矩陣C不變。如圖12所示，引入閉環(huán)反饋后，觀測器極點(diǎn)由2個增加為4個，零點(diǎn)由1個增加為3個。由式(26) 可知，位于原點(diǎn)處的閉環(huán)零點(diǎn)對系統(tǒng)動態(tài)響應(yīng)無影響，而另外一對共軛復(fù)數(shù)零點(diǎn)接近虛軸并遠(yuǎn)離原點(diǎn)，其使根軌跡向左移動或彎曲，有助于提升系統(tǒng)穩(wěn)定性，縮短瞬態(tài)過程時間。
現(xiàn)將兩組極點(diǎn)距虛軸的距離配置相差5倍以上，則系統(tǒng)簡化為一包含2極點(diǎn)、2零點(diǎn)的2階系統(tǒng)，系統(tǒng)動態(tài)性能取決于零點(diǎn)和極點(diǎn)的距離。配置不同極點(diǎn)位置的輪速觀測結(jié)果如圖 13所示。


由圖12和圖13可知，兩個閉環(huán)復(fù)數(shù)共軛極點(diǎn)越接近兩個閉環(huán)復(fù)數(shù)共軛零點(diǎn)，系統(tǒng)的動態(tài)響應(yīng)越好。當(dāng)其完全重合( 形成一對偶極子) 時，系統(tǒng)的動態(tài)響應(yīng)最佳。
3 仿真與結(jié)果分析
采用 Matlab /Simulink 軟件對圖1所示混合動力系統(tǒng)、圖7和圖9所示防抖策略進(jìn)行建模。其中將校正器方程式(19) 、觀測器方程式(23) 和式(24) 經(jīng)Z變換從連續(xù)時間域轉(zhuǎn)換至離散時間域，并將仿真步長設(shè)置為0. 002s。
以低車速全油門Tip-In/Out工 況為例進(jìn)行對比仿真，整車及關(guān)鍵零部件參數(shù)如表1所示，控制前后的齒圈需求轉(zhuǎn)矩、齒圈實(shí)際轉(zhuǎn)速以及整車沖擊度分別如圖14～圖16所示。



由圖14可知，防抖控制前，齒圈需求轉(zhuǎn)矩呈方波變化，階躍時間約為0. 1s。主動阻尼控制后，齒圈需求轉(zhuǎn)矩圍繞原始目標(biāo)轉(zhuǎn)矩疊加阻尼轉(zhuǎn)矩，轉(zhuǎn)矩上升階段超調(diào)量為21. 6% 、調(diào)整時間為 0. 41s( 取誤差 帶寬度 5% ) ，轉(zhuǎn)矩下降階段超調(diào)量為15. 3% 、調(diào)整時間為 0. 36s。
前饋校正后，齒圈需求轉(zhuǎn)矩上升時間為1.93s，轉(zhuǎn)矩變化先急后緩，變化梯度總體1階連 續(xù)，僅在Tip-In階段3～3. 11s 處和Tip-Out階段7～7. 11s 處，轉(zhuǎn)矩有階躍變化。
由圖15可知：防抖控制前，在Tip-In/Out初期齒圈轉(zhuǎn)速有明顯波動并逐漸衰減Tip-In/Out階段轉(zhuǎn)速波動峰值最大分別達(dá)450. 2和355r ·min－1；主動阻尼控制后Tip-In/Out階段齒圈轉(zhuǎn)速波動最大峰峰值分別為256. 9和232r·min－1，分別比控制前下降 43%和34. 7% 。
盡管主動阻尼控制對齒圈初始轉(zhuǎn)速波動抑制效果有限，但轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)時間相比不施加控制時明顯縮短。前饋校正后，Tip-In/Out階段齒圈轉(zhuǎn)速均無明顯波動，上升速率與校正前無明顯差異，但轉(zhuǎn)速上升時間相對校正前延遲0. 47s。
由圖16可知，防抖控制前，在Tip-In/Out階段整車沖擊度波動劇烈，但逐漸衰減，整車沖擊度分別在3. 2和7. 17s達(dá)到峰值49. 33和－36. 76m·s－3。主動阻尼控制后Tip-In/Out階段整車沖擊度從第2個振蕩周期開始快速衰減其分別在3. 15和7. 11s達(dá)到峰值 37. 74和－29. 48m·s－3，分別降 23. 5%和19. 8% 。前饋校正后，在Tip-In/Out階段整車沖擊度振蕩明顯減弱，分別在3. 17和7. 34s達(dá)到峰值17. 08和－5. 93m·s－3，與無控制相比分別降低65. 4%和83. 9%。
由上述可知：前饋校正和主動阻尼控制通過校正或補(bǔ)償齒圈轉(zhuǎn)矩，有效抑制Tip-In/Out工況下整車沖擊度和齒圈轉(zhuǎn)速波動，改善整車駕駛平順性。其中，前饋校正策略的振動抑制效果好，但犧牲了整車動力性；而主動阻尼策略的初期抖動抑制效果不佳，但整車動力性表現(xiàn)較好。
4 實(shí)車試驗(yàn)與結(jié)果分析
將圖7前饋校正策略移植至整車控制器并維持控制器執(zhí)行周期為0. 01s。為提升輪速觀測精度和阻尼控制效果，將圖9輪速觀測器和主動阻尼控制策略移植至電機(jī)控制器并加快執(zhí)行周期至0. 002s。其余部分策略移植至整車控制器，并維持執(zhí)行周期0. 01s。整車控制器將驅(qū)動的電機(jī)目標(biāo)轉(zhuǎn)矩發(fā)送給電機(jī)控制器，由電機(jī)控制器在驅(qū)動轉(zhuǎn)矩基礎(chǔ)上疊加主動阻尼轉(zhuǎn)矩。
試驗(yàn)中，齒圈需求轉(zhuǎn)矩和齒圈轉(zhuǎn)速波動通過采集整車控制器內(nèi)部信號獲取，整車沖擊度則通過對安裝在座椅導(dǎo)軌上縱向加速度信號進(jìn)行微分、低通濾波后獲取。試驗(yàn)環(huán)境如圖17所示，試驗(yàn)結(jié)果分別 如圖18～圖20所示。



由圖18可知：防抖控制前，2.26s進(jìn)入Tip-In階段，齒圈需求轉(zhuǎn)矩上升時間為0.55s，到達(dá)峰值后因電機(jī)能力受限( 轉(zhuǎn)速波動引起) 轉(zhuǎn)矩出現(xiàn)振蕩3.07至3.61s轉(zhuǎn)矩維持峰值輸出，隨后因動力電池功率受限逐漸下降7.04s進(jìn)入Tip-Out階段，齒圈需求轉(zhuǎn)矩下降時間0.08s且無轉(zhuǎn)矩波動；主動阻尼控制后，齒圈需求轉(zhuǎn)矩僅在Tip-In階段初期疊加補(bǔ)償轉(zhuǎn) 矩，隨后平穩(wěn)約0. 7s后下降，經(jīng)過一個較大波動后，在約4.5s時進(jìn)入Tip-Out階段，轉(zhuǎn)矩急劇下降至零；前饋校正后，Tip-In階段齒圈需求轉(zhuǎn)矩上升時間為1.27s，在Tip-In階段，轉(zhuǎn)矩有兩處階躍變化至4.38s時，因動力電池功率受限開始逐漸下降，7.44s進(jìn)入Tip-Out階段，齒圈需求轉(zhuǎn)矩先急后緩地下降，其間在8. 18s處，轉(zhuǎn)矩有小階躍變化。
由圖19可知：防抖控制前，在Tip-In/Out初期齒圈轉(zhuǎn)速波動明顯并逐漸衰減，Tip-In/Out階段轉(zhuǎn)速波動峰值最大分別達(dá)246.26和196.3r·min－1；主動阻尼控制后，Tip-In/Out初始階段齒圈轉(zhuǎn)速波動較小，峰值分別降 65和148r·min－1，且 轉(zhuǎn)速波動后被快速抑制，調(diào)整時間明顯縮短；前饋校正后Tip-In/Out階段齒圈轉(zhuǎn)速均無明顯波動，上升速率與校正前無明顯差異，但轉(zhuǎn)速上升時間相對校正前延遲0.16s。

由圖20可知：防抖控制前，在Tip-In/Out階段初期，整車沖擊度波動明顯，Tip-In/Out階段整車沖擊度分別在2.48和7.36s達(dá)到峰值57.98和－37.65m·s－3，隨后逐漸衰減；主動阻尼控制后，在Tip-In/Out階段初期整車沖擊度波動明顯減小，分別在2.40和4.59s達(dá)到峰值15.73和26.81m· s－3，然后被快速抑制，抑制后的平均幅值維持在15m·s－3以內(nèi)；前饋校正后，在Tip-In/Out階段整車沖擊度均無明顯波動，幅值維持在10m·s－3以內(nèi)。綜上所述，前饋校正和主動阻尼防抖策略的試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果基本一致?？梢?，通過校正或補(bǔ)償齒圈需求轉(zhuǎn)矩，能夠有效抑制Tip-In/Out工況下整車沖擊度和齒圈 轉(zhuǎn)速波動，改善整車駕駛平順性。
5 結(jié)論
本文中基于傳動系模型設(shè)計前饋校正器和輪速觀測器，并對齒圈轉(zhuǎn)矩進(jìn)行校正和補(bǔ)償控制，有效抑制復(fù)合功率分流式混合動力轎車純電動Tip-In/Out工況的整車縱向抖振。
主要結(jié)論如下：
(1) 前饋校正器能夠?qū)χ付l率范圍內(nèi)的齒圈轉(zhuǎn)速響應(yīng)進(jìn)行陷波，陷波幅值可任意配置，但由于前饋控制屬于開環(huán)控制，其控制效果依賴準(zhǔn)確的系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)；
(2) 通過輪速觀測器能夠快速、精確地觀測輪速，當(dāng)輪速觀測器的兩個閉環(huán)極點(diǎn)與閉環(huán)零點(diǎn)構(gòu)成一對偶極子時，觀測器性能最佳；
(3) 利用觀測輪速并實(shí)施齒圈轉(zhuǎn)速閉環(huán)控制，能有效抑制整車縱向沖擊和齒圈轉(zhuǎn)速波動，由于采用閉環(huán)控制，其對傳動系中因擾動或參數(shù)變化引起的轉(zhuǎn)速波動同樣能產(chǎn)生抑制效果。為提高前饋校正控制的自適應(yīng)性，和主動阻尼控制的魯棒性，下一階段工作將著眼于傳動系扭振 頻率的在線識別和觀測器噪音的抑制。
參考文獻(xiàn)
［1］ LA C，POGGI M，MURPHY P，et al． NVH considerations for zero emissions vehicle driveline design［C］． SAE Paper 2011 － 04 － 1545．
［2］ SYED F U，KUANG M L，YING H． Active damping wheel-torque control system to reduce driveline oscillations in a power-split hy- brid electric vehicle［J］． IEEE Transactions on Vehicular Technol- ogy，2009，58( 9) : 4769 － 4785．
［3］ 張立軍，鄭鵬，孟德建，等． 混合動力轎車純電動模式起步時縱向 抖振的試驗(yàn)研究與控制［J］． 汽車工程，2013，35( 3) : 212 － 218．
［4］ VALENZUELA M A，BENTLEY J M，LORENZ R D． evaluation of torsional oscillations in paper machine sections［J］． Industry Applications，IEEE Transactions on，2005，41( 2) : 493 － 501．
［5］ VALENZUELA M A，BENTLEY J M，VILLABLANCA A，et al． Dynamic compensation of torsional oscillation in paper machine sections［J］． Industry Applications，IEEE Transactions on，2005， 41( 6) : 1458 － 1466．
［6］ MAKKAPATI V P，REICHHARTINGER M，HORN M． Perform- ance improvement of servo drives with mechanical elasticity via ex- tended acceleration feedback［C］． Control Applications ( CCA) ，
2012 IEEE International Conference on，2012: 1279 － 1284．
［7］ MUSZYNSKI R，DESKUR J． Damping of torsional vibrations in high-dynamic industrial drives［J］． IEEE Transactions on Industri- al Electronics，2010，57( 2) : 544 － 552．
［8］ 汪貴平，馬建，楊盼盼，等． 電動汽車起步加速過程的動力學(xué)建模與仿真［J］． 長安大學(xué)學(xué)報( 自然科學(xué)版) ，2009 ( 6 ) : 98 － 102．
［9］ 胡建軍，杜瑞，吉毅． 純電動汽車起步控制策略［J］． 重慶大學(xué)學(xué)報，2013，36( 8) : 19 － 25．
［10］ BANG J S，KO Y-K，JUNG T-H． The active damping control to reduce driveline oscillations for electric vehicles using wheel speeds［C］． SAE Paper 2015 － 01 － 1113．
［11］ KOU Y S，WESLATI F． Development of a hybrid powertrain ac- tive damping control system via sliding mode control scheme［C］． SAE Paper 2013 － 01 － 0486．
［12］ AMANN N，BOCKER J，PRENNER F． Active damping of drive train oscillations for an electrically driven vehicle［J］． IEEE / ASME Transactions on Mechatronics，2004，9( 4) : 697 － 700．
［13］ YU Haisheng，ZHANG Jianwu，ZHANG Tong． Control strategy design and experimental research on a four-shaft electronic contin- uously variable transmission hybrid electric vehicle［J］． Proceed- ings of the Institution of Mechanical Engineers，Part D: Journal of Automobile Engineering，2012，226( 12) : 1594 － 1612．
［14］ 趙治國，代顯軍，王晨，等． 復(fù)合功率分流混合電動轎車驅(qū)動模式切換的協(xié)調(diào)控制［J］． 汽車工程，2015，37( 3) : 260 － 265．
［15］ ZHAO Z，WANG C，ZHANG T，et al． Control optimization of a compound power-split hybrid transmission for electric drive［C］． SAE Paper 2015 － 01 － 1214．
［16］ BENFORD H L，LEISING M B． The lever analogy: A new tool in transmission analysis［C］． SAE Paper 810102．
［17］ 趙治國，王晨，張彤，等． 復(fù)合功率分流變速器的設(shè)計與驗(yàn)證 ［J］． 汽車工程，2015，37( 4) : 407 － 415，390．
［18］ 張俊智，李波，薛俊亮，等． 混合動力電動汽車沖擊度的試驗(yàn) ［J］． 機(jī)械工程學(xué)報，2008，44( 4) : 87 － 91
分享到：
 
反對 0 舉報 0 收藏 0 評論 0
滬ICP備11026917號-25